Главная       Продать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. курсовые работы > автомобили
Название:
Проектування коробки передач легкового автомобіля третього класу

Тип: Курсовые работы
Категория: Тех. курсовые работы
Подкатегория: автомобили

Цена:
0 руб



Подробное описание:

Міністерство освіти і науки України
Харківський національний автомобільно-дорожній університет

 

 


Кафедра автомобілів

 

 

 

 

Курсова робота

 

на тему: «Проектування коробки передач легкового автомобіля третього
класу»

 

 

 

 

 

 

Виконав: ст. гр.АА-42 Шевченко С. А.
Перевірив: Залогін М. Ю.

 

 

Харків 2011 р.
Зміст

1 Вибір, обгрунтування і розрахунок параметрів проектованого автомобіля
1.1 Аналіз параметрів автомобілів-аналогів 3
1.2 Вибір основних вагових і геометричних параметрів 8
1.3 Визначення потужності двигуна і його зовнішньої
швидкісної характеристики 9
1.4 Визначення передавальних чисел трансмісії 12
1.5 Тяговий розрахунок 13
2 Визначення навантажувальних режимів ходової частини і трансмісії авто-мобіля
2.1 Визначення навантажувальних режимів ходової частини
при розрахунку на довговічність 19
2.2 Визначення навантажувальних режимів трансмісії при
розрахунку на міцність 19
2.3 Визначення навантажувальних режимів трансмісії при
розрахунку на довговічність
3. Розрахунок коробки передач
3.1 Визначення основних параметрів
3.2 Розрахунок зубчатих коліс коробки передач на міцність
3.3 Розрахунок валів
3.4 Розрахунок синхронізатора коробки передач
3.5 Вибір підшипників коробки передач

 

 

 

 



1 ВИБІР, ОБГРУНТУВАННЯ І РОЗРАХУНОК ПАРАМЕТРІВ ПРОЕКТОВА-НОГО АВТОМОБІЛЯ


1.1 Аналіз автомобілів-аналогів

Як аналоги при проектуванні автомобіля, зазначеного в завданні на курсо-вий проект, були обрані вітчизняні та зарубіжні автомобілі 3-го класу з колі-сною формулою 4 х 2.2 Основні параметри найближчих аналогів представля-ємо у виді зведеної таблиці 1.1.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 



Таблиця 1.1 - Автомобілі-аналоги

Параметры Ближайшие аналоги
Toyota camry АЗЛК-2141 ГАЗ-3110 Проек-тируе-мый
1 2 3 4 4
Вид автомобіля легковой легковой легко-вой легко-вой
Компоновочная схема 4х2 4х2 4х2 4х2
Количество пассажиров n, чел, 4 4 4 4
Снаряженная масса m0, кг 1490 1055 1450 1470
Полная масса mа, кг 1935 1455 1850 1895
Максимальная скорость Vmax, км/ч 220 158 152 140
Двигатель К К К К
Рабочий объем Vр., л 2,362 1,57 2,445 2.4
Максимальная мощность двигателя Nmax, кВт 112 56,3 75 54.345
Частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности n max, об/мин
5600
5400
4500
5000
Максимальный крутящий момент Ме max, Н*м 218 121 181,5 147,6
Частота вращения коленчатого вала при максимальном крутящем моменте n м, об/мин 3800 3000 2500 2500
Сцепление Сухое однодисковое
Коробка передач Мех. 5х-ступенчатая с синхрониза-торами на всех передачах передне-го хода
Главная передача Одинарная гипоидная
Передаточные числа:
1я передача Uк1 3,343 3,308 3,45 2,8
2я передача Uк2 2,197 2,05 2,4 2,165
3я передача Uк3 1,413 1,367 1,3 1.673
4я передача Uк4
5я передача Uк5 1.02
1.05 0,946
1 1
0.8 1
1.02
Главной передачи Uо 2.74 3,9 3,9 5,891
Масса приходящаяся на ведущие колеса mВ, кг 790 840
Размер шин 205/70R14 165/80R14 205/70R14 205/70R14
Статический радиус колеса с нагрузкой rС, м 0,295 0,271 0,35 0,35
Габаритная высота Н, м
1,5 1,4 1,423 1,423
База L, м 2,7 2,58 2,8 2,7
Колея передних колес В, м 1,55 1,44 1,4 1,4
Коэффициент сопротивления воздуху к, н*с2/м4 0,22 0,24
КПД трансмиссии η 0,92 0,91 0,91 0,9

 

 


1.2 Вибір основних вагових і геометричних параметрів


У результаті аналізу експлуатаційних і технічних якостей найближчих аналогів встановлюємо й обґрунтовуємо необхідні для тягового розрахунку параметри автомобіля і двигуна.
Повну масу автомобіля знаходимо по наступній формулі:
;
де - споряджена маса автомобіля ( із заправленням і спорядженням, але без водія і пасажирів ), для проектованого автомобіля приймаймо ;
- маса водія і пасажирів, ;
- маса водія і пасажирів
- число місць пасажирів, ;
- маса багажу водія і пасажирів, ;
Тоді .
За даними аналізу найближчих аналогів визначаємо:
- база автомобіля: ;
- габаритна висота: ;
- колія передніх коліс : ;

1.3 Визначення потужності двигуна і його зовнішньої швидкісної характери-стики.

Для проектованого автомобіля приймаємо карбюраторний двигун. Потрібну потужність двигуна визначимо по наступній формулі:
,
де:
- повна вага , автомобіля ;
- максимальна швидкість, за умовою дорівнює: ;
- коефіцієнт сумарних дорожніх опорів, ;
- коефіцієнт корисної дії трансмісії, ;
- коефіцієнт опору повітря для даного автомобіля, ;
Площу лобової поверхні визначаємо по формулі:
,
де - коефіцієнт заповнення лобової площі автомобіля;
тоді ;
При визначенні максимальної потужності двигуна по величині, приймаємо:
;
- частота обертання колінчатого вала двигуна при теоретично максима-льній потужності.
- частота обертання колінчатого вала в режимі максимальної швидкості руху, обумовлений зі співвідношення і дорівнює , тоді
.
Для побудови зовнішньої швидкісної характеристики поршневого дви-гуна внутрішнього згоряння використовуємо емпіричну формулу, що дозво-ляє по відомих координатах однієї крапки швидкісної характеристики і відтворити всю криву потужності:
,
де , - поточне значення потужності двигуна, що відповідає частоті обертання вала двигуна , ;
- максимальна потужність двигуна при частоті обертання колінчатого вала;
і - емпіричні коефіцієнти, що характеризують тип двигуна внутріш-нього згоряння; їхнього значення приймаємо для карбюраторних двигунів рі-вними і .
Для поточного вибору значення діапазон частоти обертання вала двигуна від мінімально стійких оборотів до розбиваємо на 8 частин з постійним інтервалом, кратним 100 для спрощення розрахунків,
,
де - мінімальна частота обертання колінчатого вала, .
Визначивши для прийнятих значень , обчислюємо відповідні значення моменту двигуна, що крутить:
.
За результатами розрахунків таблиця 1.2 будуємо зовнішню швидкісну хара-ктеристику.

Таблиця 1.2 – Розрахунок зовнішньої швидкісної характиристики

 

 

Параметри Значення
n, об/хв 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
n/nN 0.222 0.333 0.444 0.556 0.667 0.778 0.889 1 1.111
(n/nN)2 0.049 0.111 0.198 0.309 0.444 0.605 0.79 1 1.235
(n/nN)3 0.011 0.037 0.088 0.171 0.296 0.471 0.702 1 1.372
A1 n/nN+A2(n/nN)2-(n/nN)3 0.261 0.407 0.554 0.693 0.815 0.912 0.977 1 0.974
Ne, кВт 14.543 22.733 30.923 38.654 45.466 50.9 54.498 55.799 54.345
Me, Нм 138.885 144.733 147.6 147.6 144.733 138.885 130.113 118.418 103.798

 

 

 

 

 

 

Рис. 1.2 - зовнішня швидкісна характеристика

 

 

 

 


1.4 Визначення передавальних чисел трансмісії
Розрахуємо передавальне число головної передачі по формулі:
,
де - радіус качіння колеса; ;
- передавальне число коробки передач на вищій передачі, .
Тоді
;
Передавальне число першої ступіні коробки передач знаходимо з умови подолання максимального сумарного дорожнього опору, рівного за за-вданням ; вважаючи, що динамічний радіус колеса дорівнює ста-тичному:
,
де - максимальний момент, що крутить, значення якого береться з зовнішньої швидкісної характеристики двигуна;
.


Для виконання умов завдання приймаємо 2,8.
Передавальні числа проміжних передач визначаємо по формулі:
,

де - число передач ,
- порядковий номер передачі.
Тоді:

друга передача - ;
третя передача - ;
четверта передача - .
пята передача -
1.5 Тяговий розрахунок

При розрахунку динамічної характеристики автомобіля для кожної і-ої передачі і поточних значень частоти вала двигуна визначимо: швидкість ав-томобіля на - ой передачі при оборотах:
;
силу тяги на колесах - ;
;
силу опору повітря - ;
;
динамічний фактор - ;
.
За результатами розрахунків таблиці 1.3 для кожної передачі будуємо ди-намічну характеристику автомобіля із графіком залежності .

Таблиця 1.3 – Розрахунок динамічної характеристики

Параметри Значення
n, об/хв 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
Ме, Нм 138.885 144.733 147.657 147.657 144.733 138.885 130.113 118.418 103.798
Перша перед-дача V, км/год 8 12 16 20 24 28 32 36 40
Pк, Н 5890.46 6138.48 6262.491 6262.491 6138.481 5890.462 5518.43 5022.39 4402.345
Pw, Н 3.542 7.969 14.167 22.136 31.875 43.386 56.667 71.719 88.542
D 0.408 0.425 0.433 0.433 0.423 0.405 0.379 0.343 0.299


n, об/хв 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
Ме, Нм 138.885 144.733 147.657 147.657 144.733 138.885 130.113 118.418 103.798
Друга
переддача V, км/год 10.349 15.523 20.697 25.871 31.046 36.22 41.394 46.568 51.743
Pк, Н 4553.652 4745.385 4841.251 4841.251 4745.385 4553.652 4266.053 3882.587 3403.256
Pw, Н 5.926 13.334 23.706 37.04 53.337 72.598 94.822 120.009 148.159
D 0.315 0.328 0.334 0.333 0.325 0.311 0.289 0.261 0.226
Третя
передача V, км/год 13.387 20.08 26.773 33.466 40.16 46.853 53.546 60.24 66.933
Pк, Н 3520.224 3668.444 3742.554 3742.554 3668.444 3520.224 3297.894 3001.454 2630.904
Pw, Н 9.917 22.313 39.667 61.98 89.251 121.48 158.668 200.814 247.918
D 0.243 0.253 0.257 0.255 0.248 0.236 0.218 0.194 0.165
Четверта переддача V, км/год 17.316 25.975 34.633 43.291 51.949 60.608 69.266 77.924 86.582
Pк, Н 2721.328 2835.91 2893.201 2893.201 2835.91 2721.328 2549.454 2320.29 2033.834
Pw, Н 16.594 37.336 66.375 103.712 149.345 203.275 265.502 336.026 414.847
D 0.188 0.194 0.196 0.193 0.186 0.175 0.158 0.138 0.112
Пята передача V, км/год 28 42 56 70 84 98 112 126 140
Pк, Н 1682.989 1753.852 1789.283 1789.283 1753.852 1682.989 1576.695 1434.97 1257.813
Pw, Н 43.386 97.618 173.543 271.161 390.471 531.475 694.171 878.56 1084.642
D 0.114 0.115 0.112 0.105 0.095 0.08 0.061 0.039 0.012
Продовження Таблиці 1.3

 

 

 

Рис. 1.3 - динамічна характеристика

2 ВИЗНАЧЕННЯ НАВАНТАЖУВАЛЬНИХ РЕЖИМІВ ТРАНСМІСІЇ І ХОДОВОЇ ЧАСТИНИ


2.1Визначення навантажувальних режимів ходової частини на прочность
Основною задачею є визначення вертикальної дотичної і бокової реакції. Для визначення максимальної вертикальної реакції Z max приймаємо що ка-сательная Х і бокова Y реакції рівняються нулю.
Визначаємо вагу яка приходиться на колеса передньої та задньої осей. Ви-значаємо вагу автомобіля котра приходиться на передній та задній міст.
Вага автомобіля

Вага автомобіля котра приходиться на задній міст автомобіля

Вага автомобіля котра приходиться на передній міст

Вага котра приходиться на колеса передньої осі

Вага котра приходиться на колеса задньої осі

Максимальна динамічна нагрузка двох осях визначається

Де -коефіцієнт динамічності. =1.5
- навантаження котре діє на ходову частину при равномірному русі авто-мобіля.
Максимальна динамічне навантаження на передню вісь

На задню

Режим екстреного гальмування

Рис. 2.1 Схема для визначення максимальной касатєльной реакції при єктре-ному гальмувані автомобіля.
Коефіцієнт зчеплення колеса с дорогою



Касательні реакції на передніх та задніх осях визначаємо



 

Режим інтенсивного розгону

Рис. 2.2 Схема для визначення максимальної касательної реакції при інтенси-вному трогані з місця
Визначаємо вертикальну реакцію на передній осі


Де

Реакцію на задній осі визначаємо по урівняню

Визначаємо касатєльну реакцію на задній осі

 

 


Визначаємо максимальну бокову реакцію условно приймаємо що касатєльна рівняється нулю.


Рис. 2.3Схема для визначення максимальной бокової реакції
По урівняню моментів відносно точек С D получимо бокові реакції на лівій і правій сторонах автомобіля:
- коефіцієнт зчеплення колеса з дорогою в боковом напрямку


Визначим вертикальноу бокову реакцію на колесах

 



2.1 Визначення навантажувальних режимів ходової частини при розрахунку на довговічність.

Визначимо термін служби автомобіля в годинах, виходячи з того, що нормальне навантаження, що діє на ходову частину, при рівномірному русі автомобіля по мікро профілі , при , по формулі:
,
де: - пробіг автомобіля, рівний ;
- середня швидкість автомобіля, рівна .
Одержимо:
;
число циклів навантаження колеса визначимо по формулі:
.
Число циклів навантаження півосей і диференціала дорівнює числу циклів навантаження колеса.
Число циклів навантаження відомого і ведучого валів коробки передач ви-значимо по формулі:
.

2.2 Визначення навантажувальних режимів трансмісії при розрахунку на міцність.

При русі автомобіля джерелами навантаження трансмісії є з однієї сто-рони двигун, а з іншого боку - дорожні умови руху. Навантажувальні режими вибираємо при відсутності буксування, визначаючи спочатку момент по дви-гуні, а потім, по зчепленню колеса з дорогою, і вибираємо найменший.
Перший розрахунковий режим по максимальному моменті двигуна .
Визначимо момент , переданий зчепленням, умовно вважаючи, що воно не буксує:
;
момент на проміжному валу коробки передач:
,
де коефіцієнт корисної дії косозубого зчеплення, ;
передавальне число постійного зчеплення, ;
;
момент на відомому валу коробки передач:
,
де коефіцієнт корисної дії прямозубого зчеплення, ;
передавальне число на першій передачі, ;
;
момент на диференціалі заднього моста:
,
де - передавальне число головної передачі, ;
- коефіцієнт корисної дії головної передачі, ;
;

момент на півосі:
,
де - коефіцієнт блокування диференціала, ;
.
Другий розрахунковий режим по зчепленню коліс з дорогою.
Розрахунковий момент, який реалізується по зчепленню з дорогою:
,
де вага, що доводиться на задню вісь автомобіля при розгоні;
передавальне число трансмісії, , ;
коефіцієнт корисної дії трансмісії (із таблиці 1.1);
.
З двох визначених моментів, для подальшого розрахунку вибираємо най-менший: .

2.3 Визначення навантажувальних режимів трансмісії при розрахунку на дов-говічність.

При розрахунку навантажувальних режимів на довговічність приймає-мо не максимальні, а середні найбільш ймовірні навантаження, тому умови-мося, що існує середній момент двигуна до коробки передач і момент пі-сля, - середній трансмісійний момент.
Визначимо коефіцієнт динамічності автомобіля.
,
де максимальний момент двигуна, що крутить;
; .


Середній розрахунковий момент двигуна і середній трансмісійний момент визначимо, відповідно, по формулах:
;
;
де - емпіричний коефіцієнт, обумовлений зі співвідношення:
,
тоді:
;
;
середнє передавальне число коробки передач:
;
середній момент на проміжному валу коробки передач:
;
середній момент на відомому валу коробки передач:
;
середній момент на диференціалі заднього моста:
;
середній момент на півосі:
.

3 РОЗРАХУНОК КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ


3.1 Визначення основних параметрів.

3.1.1 Визначення міжосьової відстані проектуємої коробки передач(КП).
Попередньо міжосьова відстань КП визначається емпіричною залежністю:
, де .
3.1.2 Визначення робочої ширини зубчатого вінця.
У першому наближенні ширину зубів вибирають у залежності від розміру міжцентрової відстані:
;
приймаємо .
3.1.3 Вибір кількості зубів шестерень КП.
Вихідними даними для вибору кількості зубів шестерень КП є значення пе-редатних чисел КП які були отримані в тяговому розрахунку.
Спочатку варто задатися сумарним числом зубів у кожній сполученій парі зубчатих коліс за рекомендаціями: .
Вибираємо сумарне число зубів першої передачі: .
Вибираємо число зубів головної шестерні вихідної пари першої передачі:
; число зубів колеса цієї пари знаходимо з формули:
;
уточнюємо для цілих значень зубів передавальне відношення:
;
уточнюємо розмір передавального числа зубчатої пари приводу проміжного валу:
.
Для пари приводу проміжного валу вибираємо сумарне число зубів: .
Число зубів колеса пари приводу проміжного валу знаходимо з формули:
;
приймаємо ;
число зубів шестерні приводу проміжного валу знаходиться з формули:
.
Нормальний модуль зубчатої пари першої передачі знаходимо по наступній формулі:
;
беремо із стандартного ряду модулів ; уточнюємо міжосьову відс-тань:
;
скоректоване передавальне число першої передачі:
;
погрішність:
.
Нормальний модуль передачі приводу проміжного валу знаходимо по фор-мулі:
,
де - кут нахилу зуба, який вибирається у межах ;
беремо із стандартного ряду модулів ; уточнюємо кут нахилу зубів і міжосьову відстань зубчатої пари приводу проміжного валу:
; приймаємо ;
;

Для зубчатої пари другої передачі вибираємо сумарне число зубів: ;
передатне число другої передачі знаходиться відношенням:
;
число зубів шестерні другої передачі вибираємо рівним ;
число зубів колеса цієї пари знаходимо з формули:
;
скоректоване передавальне число другої передачі:
;
нормальний модуль другої передачі знаходимо по формулі:
,
де - кут нахилу зуба, який вибирається у межах ;
беремо із стандартного ряду модулів ; уточнюємо кут нахилу зубів і міжосьову відстань зубчатої пари другої передачі:
; приймаємо ;
;
погрішність:
;
Для зубчатої пари третьої передачі вибираємо сумарне число зубів: ;
передатне число третьої передачі знаходиться відношенням:
;
число зубів шестерні третьої передачі вибираємо рівним ;
число зубів колеса цієї пари знаходимо з формули:
;
скоректоване передавальне число третьої передачі:
.
Нормальний модуль третьої передачі знаходимо по формулі:
,
де - кут нахилу зуба, який вибирається у межах ;
беремо із стандартного ряду модулів ; уточнюємо кут нахилу зубів і міжосьову відстань зубчатої пари третьої передачі:
; приймаємо ;
;
погрішність:
;
Четверта передача напряму передається від первинного валу вторинному; передавальне число цієї передачі дорівнює:
;
Для зубчатої пари пятої передачі вибираємо сумарне число зубів: ;
передатне число пятої передачі знаходиться відношенням:
;
число зубів шестерні третьої передачі вибираємо рівним ;
число зубів колеса цієї пари знаходимо з формули:
;
скоректоване передавальне число третьої передачі:
.
Нормальний модуль третьої передачі знаходимо по формулі:
,
де - кут нахилу зуба, який вибирається у межах ;
беремо із стандартного ряду модулів ; уточнюємо кут нахилу зубів і міжосьову відстань зубчатої пари третьої передачі:
; приймаємо ;
;
погрішність:
;


3.1.4 Розрахунок основних геометричних параметрів шестерен і коліс на ко-жній передачі
У відповідності до ГОСТ 13755-81 (СТ СЭВ 308-77) у початкового контура для циліндричних зубчатих коліс з розрахунковим модулем маємо:
кут головного профілю: ;
коефіцієнт висоти голівки: ;
коефіцієнт радіального зазору у парі вихідних контурів: ;
3.1.4.1 Розрахунок основних геометричних параметрів шестерні і колеса першої передачі: ; ; ; ; .
Для зубчатої пари першої передачі вибираємо коефіцієнти зсуву виходячи з таких умов: ; ; тоді коефіцієнти зсуву дорівнюють
; ; сумарний коефіцієнт зсуву буде дорівнювати ;
кут зчеплення у нормальному перетині буде дорівнювати:
;
де кут зчеплення у торцевому перетині;
кут профілю рійки у торцевому перетині;
ділильний і начальний діаметр шестерні: ;
ділильний і начальний діаметр колеса: ;
діаметр вершин зубів шестерні:
;
діаметр вершин зубів колеса:
;
диаметр впадин зубів шестерні:
;
діаметр впадин зубів колеса:
;
коефіцієнт торцевого перекриття знаходимо по формулі:

 

3.1.4.2 Розрахунок основних геометричних параметрів шестерні і колеса приводу проміжного валу : ; ; ; ; , .
Для шестерні приводу проміжного валу вибираємо лівий напрямок лінії зу-ба, відповідно у колеса цієї передачі буде правий напрямок лінії зуба.
Кут профілю рійки у торцевому перетині дорівнює куту зчеплення у торце-вому перетині і знаходимо за формулою:
;
кут зчеплення у нормальному перетині:
;
ділильний і начальний діаметр шестерні:
;
ділильний і начальний діаметр колеса:
;
діаметр вершин зубів шестерні:
;
діаметр вершин зубів колеса:
;
диаметр впадин зубів шестерні:
;
діаметр впадин зубів колеса:
;
коефіцієнт торцевого перекриття знаходимо по формулі:
.

3.2 Розрахунок зубчатих коліс коробки передач на міцність

Розрахунок проводимо на контактну витривалість робочих поверхонь, на витривалість зубів при вигину, контактну міцність і міцність при вигину для першої передачі, так як вона є самою навантаженою і складається з пари зуб-чатих коліс приводу проміжного валу і відповідно пари шестерень першої передачі.

3.2.1 Розрахунок зубчатої пари першої передачі
Для шестерні і колеса цієї пари вибираємо марку сталі 40ХН, термообробка – закалка, покращення.
Приймаймо такі механічні властивості після термообробки для шестерні:
твердість: ; тимчасовий опір розриву: ;
межа текучості: .
Для колеса:
твердість: ; тимчасовий опір розриву: ;
межа текучості: .
За початкове навантаження діюче на зубчату пару беремо момент, що кру-тить, який підводиться до шестерні першої передачі, тобто момент, що кру-тить на проміжному валу КП; він дорівнює
На контактну витривалість розрахунок проводимо по розрахунковій пито-мій окружній силі по наступній залежності:
,
ділильний діаметр колеса зубчатої пари першої передачі;
де - коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між зубами, він знаходиться у залежності від окружної швидкості коліс по початковому діа-метру , яка в свою чергу знаходиться з формули:
;
де відповідно потужність, яка підводиться до валу зубчатої пари;
;
де коефіцієнт корисної дії підшипників;
частота обертання валу на якому знаходиться шестерня;
;
для прямозубих передач ;
коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині зубчатого вінця, , який знаходиться у залежності від ко-ефіцієнту робочій ширини зубчатого вінця ;
коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження у зчепленні, , який знаходиться у залежності від окружної швидкості коліс.
Таким чином розрахункова питома окружна сила буде дорівнювати:
.
Перевірка умови міцності величини розрахункового контактного напру-ження:
;
де допустима контактна напруга того зубчатого колеса, для якого воно менше, що допускається;
,
де , допустимі контактні напруги відповідно для шестерні і ко-леса.
Визначаємо напругу, що допускається, на контактну витривалість для зуба шестерні по формулі:

де межа контактної витривалості поверхні зубів шестерні, відповідна еквівалентному числу циклів змін напруг;
;
межа контактної витривалості, відповідна базовому числу циклів навантаження;
;
коефіцієнт довговічності, що враховує вплив терміну служби і режи-му навантаження передачі, розраховуємо по формулі:
,
де базове число циклів змін напружень ;
еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень:
;
відношення: , тому коефіцієнт довговічності знаходимо з формули:
;
;
приймаємо ;
межа контактної витривалості:
;
коефіцієнт безпеки для зубів з однорідною структурою матеріалу ;
коефіцієнт , що враховує шорсткість спряжених поверхонь, ;
коефіцієнт , що враховує окружну швидкість, ;
знаходимо:
.
Визначаємо напругу, що допускається, на контактну витривалість для зуба колеса по формулі:

де межа контактної витривалості поверхні зубів шестерні, відповідна еквівалентному числу циклів змін напруг;
;
межа контактної витривалості, відповідна базовому числу циклів навантаження;
;

коефіцієнт довговічності, що враховує вплив терміну служби і режи-му навантаження передачі, розраховуємо по формулі:
,
де базове число циклів змін напружень ;

еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень:
;
відношення: , тому коефіцієнт довговічності знаходимо з формули:
;
;
межа контактної витривалості:
;
коефіцієнт безпеки для зубів з однорідною структурою матеріалу ;
коефіцієнт , що враховує шорсткість спряжених поверхонь, ;
коефіцієнт , що враховує окружну швидкість, ;
знаходимо:
.
Знаходимо допустиму контактну напругу:
;
перевірка:
;
де найменше з двох значень чи ; у нашому випадку це ;
;
;
у такому випадку скористуємося наступною формулою:
;
коефіцієнт, що враховує форму спряжених поверхонь зубів, ;
коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів спряжених зубчатих коліс, для стальних коліс ;
коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній:
.
Контактне напруження буде дорівнювати:

.
На витривалість при вигину розрахунок проводимо по розрахунковій пито-мій окружній силі по наступній залежності:
,
де - коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між зубами, ;
коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині зубчатого вінця, , який знаходиться у залежності від ко-ефіцієнту робочій ширини зубчатого вінця ;
коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження у зчепленні, , який знаходиться у залежності від окружної швидкості коліс.
Таким чином розрахункова питома окружна сила буде дорівнювати:
.
Перевірочний розрахунок на витривалість при вигину закінчуємо знахо-дженням величин напружень у шестерні і колеса і перевіркою їх по величині допустимих напружень:
;
,
де , коефіцієнти, які ураховують форму зуба відповідно шестерні і колеса, для першої передачі:
,
де число зубів шестерні чи колеса;
тоді число зубів шестерні дорівнює:
;
тоді ;
число зубів колеса:
;
тоді ;
коефіцієнт, який враховує нахил зуба, ;
коефіцієнт, який враховує перекриття зубів, .
Визначаємо напругу вигину, що допускається, для шестерні по формулі:
,
Попередньо знаходимо межу витривалості зубів при вигині, відповідну ба-зовому числу циклів зміни напруг:

де межа витривалості зубів шестерні при вигині, відповідна базовому числу змін напруг;
;
коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладання наванта-ження при односторонньому прикладенню навантаження; ;
коефіцієнт довговічності, який знаходиться з формули:
,
де показник ступеня кривої витривалості при вигині: при ;
базове число циклів зміни напруг; ;
еквівалентне число циклів зміни напруг;
;
де час роботи на відповідній передачі, ;
частота обертання шестерні, ;
відповідно: , але так як то прийма-ємо ;
тоді:
;
коефіцієнт безпеки:

де коефіцієнт, що враховує нестабільність характеристики матеріалу; ;
коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготівки і умови експлуата-ції передачі; ;
;
коефіцієнт враховує чутливість матеріалу до концентрації напруг у фун-кції від модуля зчеплення; ;
коефіцієнт враховує шорсткість перехідної поверхні зуба залежно від способу обробки. Приймають .
Напруги вигину, що допускаються, для зуба шестерні:
.
Визначаємо напругу вигину, що допускається, для колеса:
,
Попередньо знаходимо межу витривалості зубів при вигині, відповідну ба-зовому числу циклів зміни напруг:

де межа витривалості зубів шестерні при вигині, відповідна базовому числу змін напруг;
;
коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладання наванта-ження при односторонньому прикладенню навантаження; ;
коефіцієнт довговічності, який знаходиться з формули:
,
де показник ступеня кривої витривалості при вигині: при ;
базове число циклів зміни напруг; ;
еквівалентне число циклів зміни напруг;
;
де час роботи на відповідній передачі, ;
частота обертання колеса, ;
відповідно: , але так як то приймаємо ; тоді:
;
коефіцієнт безпеки ;
коефіцієнт враховує чутливість матеріалу до концентрації напруг у фун-кції від модуля зчеплення; ;
коефіцієнт враховує шорсткість перехідної поверхні зуба залежно від способу обробки. Приймають .
Напруги вигину, що допускаються, для зуба колеса:
.
Визначаємо напругу вигину, що допускається, при розрахунку на дію мак-симального навантаження для зуба шестерні по формулі:

де гранична напруга, не викликає залишкових деформацій або кри-хкого зламу зуба шестерні;
;
знаходиться так само, як і при розрахунку на витривалість при вигину;
;
коефіцієнт безпеки;
,
де ; ;
відповідно:
.
Визначимо напругу вигину, що допускається, при розрахунку на дію мак-симального навантаження для зуба колеса:

де гранична напруга, не викликає залишкових деформацій або кри-хкого зламу зуба шестерні;
;
;
коефіцієнт безпеки;
,
де ; ;
відповідно:
.
Знайдемо величину напруги при розрахунку на витривалість при вигині для шестерні:
;
колеса:
.
Для режиму рушання автомобіля з місця проводимо додаткові перевірочні розрахунки на контактну міцність і на міцність при вигину максимальним навантаженням.
Розрахунок на контактну міцність проводимо по наступній залежності:
,
де максимальне навантаження, ,
;
де коефіцієнт запасу зчеплення, вибирається у межах ;
передавальне число КП на попередній передачі;
момент, що крутить, прийнятий при розрахунку на контактну витрива-лість, .
Визначимо допустиме контактне напруження при розрахунку на дію мак-симального навантаження для шестерні і колеса:
;
.
Напруження при розрахунку на контактну міцність при дії максимального навантаження:
.
Розрахунок на міцність при вигину проводимо по наступній залежності:
;
для шестерні:
;
для колеса:
.

3.3 Розрахунок валів

При оцінці працездатності валів коробки передач автомобіля застосуємо два види розрахунку: на статичну міцність і на жорсткість.
Розрахунок на статичну міцність проводимо по максимальному динамич-ному моменту і виконуємо для всіх валів коробки передач. У резуль-таті розрахунку визначаємо максимальні напруга в небезпечних перетинах валів і встановлюємо запаси міцності.
3.3.1 Розрахунок вторинного валу
Розрахунок починаємо зі вторинного валу КП з побудовою епюр вигинаю-чих і крутильних моментів на усіх передачах.
Вибираємо для валу марку сталі 40ХН; приймаймо такі механічні власти-вості:
твердість ; тимчасовий опір розриву при вигині ; межа текучості при вигині ; тимчасовий опір розриву при скручуванні ; межа текучості при скручуванні ; знакозмінне на-пруження для валу при вигині ; знакозмінне напруження для ва-лу при скручуванні .
Максимальний момент, що крутить , тоді момент що під-водиться до вторинного валу від зубчатої пари першої передачі буде дорів-нювати:
;
Для розрахунку, беремо сили, які діють у зчепленні від зубчатої пари пер-шої передачі.
Визначення реакцій опор, згинаючих моментів, побудова эпюр
Зусилля діючі у зчепленні пари, знаходяться по наступним формулам:
окружна сила:
;
радіальна:
;

плечі сил з компонувальної схеми: , ;
вертикальна площа:
;
;
;
горизонтальна площа:
;
;

сумарний згинаючий момент:
.
На основі третьої гіпотези міцності приведений момент визначаємо по за-лежності:
,
де коефіцієнт, який враховує відмінність у характеристиках циклів на-пружень, які вигинають і крутять;
,
де допустиме знакозмінне напруження для валу;
допустиме пульсуюче від нуля напруження для валу;
беремо ;
відповідно:


Рис. 3.1 – Розрахункова схема та епюри моментів, яки згинають вторинний вал на першій передачі

Розрахунковий діаметр валу у характерній точці знаходимо з формули:
,
де відповідно преведений момент, ;
допустиме напруження у перетині валу знаходиться по залежності:
,
де запас міцності по межі текучості матеріалу валу , ;
сумарне напруження від напруження, яке згинає і круте ;
,
де напруження, яке згинає вал, той, що розраховуються, ;
напруження, яке круте у перетині валу, ;
, моменти опору вигину і крученню розрахункового перетину валу відповідно.
Умова міцності валу задається чи знаходиться неравенством:
.
;
;
напруження вигину дорівнює:
;
напруження кручення:
;
сумарне напруження:
;
допустиме напруження:
;

умова міцності:
.
розрахунковий діаметр валу:
.
Розрахунок на жорсткість. При розрахунку на жорсткість визначаємо про-гини і кути повороту перетинів валу. Для ведомого валу КП розраховуємо прогини в точках перетинання його осі із площиною, що проходить через се-редину зубчатого вінця зубчатої пари першої передачі, а кути повороту – для перетинів, розташованих у зазначеної площини і на опорах валу. Прогини і кути повороту визначаємо у площині осі валу і в перпендикулярній до неї площини.
Знаходимо сумарний прогин перетину валу:
;
де прогин у горизонтальній площині осі валу;
прогин у вертикальній площині осі валу;
,
де модуль пружності, для сталі ;
довжина валу;
осьовий момент інерції перетину валу,
;
тоді:
;
у вертикальній площі:
;
сумарний прогин валу дорівнює:
.
Знаходимо сумарний кут повороту перетину валу:
;
де кут повороту у горизонтальній площині осі валу;
кут повороту у вертикальній площині осі валу;
кут повороту у горизонтальній площині знаходимо з формули:
;
у вертикальній:
;
сумарний кут повороту дорівнює:
.

3.4 Розрахунок синхронізатора
Розрахунок синхронізатора полягає у визначені кутів нахилу конусів і бло-куючих поверхонь, що забезпечують дотримання умови відмови від вмикання передачі до повного вирівнювання кутових швидкостей шестерні і валу, а також моменту тертя і часу синхронізації.
Для забезпечення вирівнювання кутових швидкостей шестерні і валу при дотриманні принципу самогальмування у механізмі необхідно забезпечити певну залежність між кутом синхронізуючого конусу та кутом блокуючої поверхні .
Для знаходження необхідного значення кута скористуємося наступною залежністю:
,
де середній радіус синхронізуючої поверхні тертя, ;
середній радіус блокуючих поверхонь,
коефіцієнт тертя конічних поверхонь, для пар тертя сталь-бронза, сталь-латунь, працюючих у маслі ;
запас з умови блокування у випадку деякого відхилення фактич-них коефіцієнтів тертя від розрахункових;
кут синхронізуючого конуса знаходиться у межах: ;
тоді:
;
Перевірку зносостійкості поверхонь тертя синхронізатора проводимо по значенню питомого тиску :

де активна площа поверхні тертя, яка дорівнює приблизно повної поверхні тертя;
нормальна реакція от приводного зусилля ;
;
;
питомий тиск відповідно:
;
Міцність зубчатого вінця синхронізатора знаходиться по значенню напруги зминання . Якщо конструктивно обраний ділильний діаметр зубчатого вінця , то необхідно знайти мінімальну довжину зуба по залежності:
,
де напруга зминання, ;
ділильний діаметр зубчатого вінця, ;
тоді:
.

3.5 Вибір підшипників
Підшипники вибираємо по динамічній вантажопідйомності відповідно з умови, що їхні розміри вже визначені компоновкою. Тому вибір підшипника зводиться к перевірки його розрахункової довговічності.
Номінальна довговічність підшипника задньої опори ведучого валу, вира-жена у часах роботи вузла, виражається залежністю:
,
де пробіг автомобіля до капітального ремонту, ;
середня швидкість автомобіля, ;
частота обертання підшипнику, яка не перевищує його ме-жу, ;
номінальна довговічність, ;
,
де довідкова динамічна вантажопідйомність, ;
еквівалентне розрахункове навантаження;
для шарикопідшипників;
величина еквівалентного навантаження знаходиться з формули:
,
де відповідно радіальне і осьове навантаження на підшипник на третій передачі, ; ;
коефіцієнт радіального навантаження, ;
коефіцієнт осьового навантаження, ;
коефіцієнт обертання, при обертанні внутрішнього кільця ;
коефіцієнт безпеки, ;
температурний коефіцієнт, ;
знаходимо еквівалентне навантаження:
;
відповідно:
;

номінальна довговічність:
.
Вибираємо підшипник
Номінальна довговічність підшипника передньої опори проміжного валу, виражена у часах роботи вузла, виражається залежністю:
,
де пробіг автомобіля до капітального ремонту, ;
середня швидкість автомобіля, ;
частота обертання підшипнику, яка не перевищує його ме-жу, ;
номінальна довговічність, ;
,
де довідкова динамічна вантажопідйомність, ;
еквівалентне розрахункове навантаження;
для роликопідшипників;
величина еквівалентного навантаження знаходиться з формули:
,
де відповідно радіальне і осьове навантаження на підшипник на другій передачі, ; ;
коефіцієнт радіального навантаження, ;
коефіцієнт осьового навантаження, ;
коефіцієнт обертання, при обертанні внутрішнього кільця ;
коефіцієнт безпеки, ;
температурний коефіцієнт, ;
знаходимо еквівалентне навантаження:
;
відповідно:
;

номінальна довговічність:
.
Вибираємо підшипник .
Номінальна довговічність підшипника задньої опори проміжного валу, ви-ражена у часах роботи вузла, виражається залежністю:
,
де пробіг автомобіля до капітального ремонту, ;
середня швидкість автомобіля, ;
частота обертання підшипнику, яка не перевищує його ме-жу, ;
номінальна довговічність, ;
,
де довідкова динамічна вантажопідйомність, ;
еквівалентне розрахункове навантаження;
для шарикопідшипників;
величина еквівалентного навантаження знаходиться з формули:
,
де відповідно радіальне і осьове навантаження на підшипник на другій передачі, ; ;
коефіцієнт радіального навантаження, ;
коефіцієнт осьового навантаження, ;
коефіцієнт обертання, при обертанні внутрішнього кільця ;
коефіцієнт безпеки, ;
температурний коефіцієнт, ;
знаходимо еквівалентне навантаження:
;
відповідно:
;

номінальна довговічність:
.
Вибираємо підшипник .
ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

1 Конструювання і розрахунок автомобіля: Підручник для студентів втузів, що навчаються за фахом "Автомобілі і трактори" /П.П. Лукин, Г.А. Гаспарянц, В.Ф. Родіонов. - М.: Машинобудування, 1984. - 376 с., іл.
2 Проектування трансмісій автомобілів: Довідник/Під общ. ред. А.И. Гришкевича. - М.: Машинобудування, 1984, - 272 с., іл.
3 Автомобілі: Конструкція, конструювання і розрахунок. Трансмисия: Учеб. Посібник для спец. 'Автомобілі і трактори"/А.И. Гришкевич, В.А. Ва-вуло, А.В.Коропів і ін. ;
Під ред. А.И. Гришкевича. - Мн.: Высш. шк., 1985. - 240 с., іл.
4 Короткий автомобільний довідник. - 10-і изд., перераб. І доп. - М.: Транспорт, 1983. - 220 с., іл., табл. - (Гос. науч.-исслед. ин-т автом. трансп.).
5 Методичні вказівки до курсового проекту по дисципліні "Автотран-спортні засоби" (Роздягнув "Визначення основних параметрів проектованого автотранспорту засобу (Автомобілі)") для студентів спеціальності 15.05 ук-ладачі: Н.Н. Алекса, А.С. Федосов. - Харків: ХАДИ, 1991. - 32 с., іл.
6 Анурьев В.И. Довідник конструктора-машинобудівника: У 3-х т. Т.-1. - 5-і изд., перераб. і доп. - Машинобудування, 1978. - 728 с., іл.
7 Киркач Н.Ф. , Баласанян Р.А Розрахунок і проектування деталей машин: ДО 43 - 3-і изд., перераб. і доп. Мн.: Высш. шк., 1991. - 276 с., сх.




Комментарий:

Курсовая работа - отлично!


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы